Принципиальная схема установки
– парожидкостный
кожухотрубчатый теплообменник;
– конденсатоотводчик;
– конденсатный
бак;
– насос;
и
– коллектры;
– парогенерирующий
пучок трубок;
– шибер.
Исходные данные
По теплообменнику:
Тип теплообменника - рекуперативный, трубчатый, парожидкостный, горизонтальный.
Трубный пучок: размещение трубок в трубной доске по вершинам равносторонних треугольников, сторона которых,
,
а
.
При этом
.
Трубки стальные с размерами
.Нагреваемый теплоноситель вода, температура на входе
,
на выходе
,
производительность
,
средняя скорость в трубках
.Греющий теплоноситель - водяной пар
,
,
поступающий из парогенерирующего
пучка труб.
По парогенерирующему пучку:
Парогенерирующий пучок: коридорный; трубки стальные с размерами
;
скорость конденсата на входе в трубки
змеевиков пучка
;
шаги пучка
;
.Греющий теплоноситель – продукты сгорания твердого топлива; температура на входе в пучок
,
на выходе из пучка
,
средняя скорость продуктов сгорания
в узком сечении пучка
.
Внутренние диаметры трубопроводов принять, исходя из допустимых скоростей в них: конденсата
и пара
.
Трубопроводы теплоизолированы,
теплопотери в них пренебрежимо малы.
Расчет и компоновка парожидкостного кожухотрубчатого теплообменника
4
По заданным параметрам нагреваемого
теплоносителя
,
при средней температуре теплоносителя
выписываем теплофизические свойства
(ТФС) теплоносителя – воды:
,
,
,
,
,
,
,
.
5 Используя допущение, что тепловые потери в окружающую среду пренебрежимо малы, с помощью уравнения теплового баланса парожидкостного теплообменника в форме:
.
Определим количество
теплоты, необходимое для нагревания
теплоносителя от
до
:
.
А затем количество
водяного пара при заданных параметрах
,
x,
которое необходимо подать в теплообменник:
;
где
и
,
- соответственно энтальпии водяного
пара с параметрами
,
Х = 0,95 и его конденсата, определяемые из
табл. 2 (поскольку имеем влажный пар):
,
,
тогда
количество пара:
6
Количество
трубок
в пучке при одноходовом варианте связано
с расходом теплоносителя
и его средней скоростью
уравнением:
,
где
;
тогда количество трубок в пучке:
;
7
Расчет
поверхности нагрева
трубного пучка теплообменника (полной
длины трубного пучка
)
производится исходя из уравнения
теплопередачи теплообменника:
;
где
- коэффициент теплопередачи для трубного
пучка теплообменника,
;
- средний температурный
напор в теплообменнике между греющим
паром и нагреваемым теплоносителем,
;
- поверхность
нагрева,
;
- значение диаметра
трубки, по которому рассчитывается
поверхность
,
.
Как следует из уравнения теплопередачи теплообменника, определению поверхности нагрева должны предшествовать вычисления среднего температурного напора и коэффициента теплопередачи .
8 Расчет среднего температурного напора проводится с учетом графиков изменения температур теплоносителей в теплообменнике.
Средний
температурный напор в теплообменнике
при изменении агрегатного состояния
одного из теплоносителей (конденсация)
практически не зависит от схемы движения
теплоносителей (прямоточная, противоточная
или иная) и вычисляется как
среднелогарифмическая величина из
и
по формуле [3, стр. 385, ф. (19.17)]:
.
В данной работе использование этой формулы для случая конденсации в теплообменнике, перегретого пара имеет незначительную погрешность, т.к. здесь перегревы пара относительно температуры насыщения при заданном давлении невелики, а количество теплоты, отдаваемое паром относительно мало.
Температурные напоры вычислим по следующим формулам:
;
;
где
определяется по табл. 2 [2] при
.
Тогда средний температурный напор
.
9
Расчет коэффициента теплопередачи
с достаточной точностью может быть
выполнен исходя из предположения, что
стенка трубки плоская, поскольку
[3, стр. 37], где
- наружный диаметр трубки, равный
.
Таким образом, коэффициент теплопередачи определяем по формуле [3, стр. 37, ф. (2.53)]:
;
где
- коэффициент теплоотдачи при вынужденном
движении нагреваемой жидкости внутри
трубок,
;
- коэффициент
теплоотдачи при конденсации пара на
наружной поверхности трубок,
;
- коэффициент
теплопроводности материала трубок,
.
Исходя
из экономических соображений при
,
выбираем углеродистую сталь 15 по табл.
6 [4]
.
Углеродистая сталь 15 относится к
низкоуглеродистым конструкционным
сталям, которые широко применяются,
вследствие их хорошей пластичности,
для изготовления деталей машин. По
качеству это качественная сталь.
10
При расчете
и
требуются средние температуры трубки
со стороны жидкости
и со стороны пара
,
которые неизвестны. Это приводит к тому,
что ими приходится задаваться в интервале
и расчет вести методом последовательных
приближений.
В
первом приближении при
можно задаться:
;
.
11.1 Для расчета коэффициента теплоотдачи при вынужденном движении нагреваемой жидкости внутри трубок, который определяется по следующему уравнению:
;
где
- критерий Нуссельта.
Необходимо определить режим течения и уравнение для вычисления критерия Нуссельта.
Для определения режима движения воды необходимо вычислить значение числа Рейнольдса:
,
где
- кинематическая вязкость воды при
температуре
(определена в пункте 4).
Таким образом, число Рейнольдса:
.
Поскольку
,
то режим движения масла внутри трубок
турбулентный.
Здесь
в качестве определяющей температуры
принята средняя температура жидкости
в трубе, т.е.
.
Определяющим размером является внутренний
диаметр трубы, т.е.
.
Коэффициент
учитывает изменение среднего коэффициента
теплоотдачи по длине трубы.
Определим численные значения составляющих уравнения для определения числа Нуссельта. ТФС при определяющей температуре найдены выше.
Число
Прандтля стенки определяем по температуре
стенки со стороны жидкости
по табл. 5 [3]:
.
Согласно
рекомендациям [1, стр. 60] принимаем высоту
трубок
.
Поскольку
,
то коэффициент
.
Таким образом, критерий Нуссельта равен:
.
Теперь можем рассчитать коэффициент теплоотдачи при вынужденном движении нагреваемой жидкости внутри трубок:
.
12.1
Для расчета коэффициента теплоотдачи
при конденсации пара на наружной
поверхности трубок необходимо определить
режим движения пленки конденсата,
учитывая, что конденсируется неподвижный
пар. Для этого необходимо определить
значения числа Рейнольдса
и приведенной длины
.
Приведенная длина определяется следующим уравнением [5, стр. 93]:
;
где - высота поверхности конденсации, ;
.
Теплота фазового парообразования:
;
.
Тогда:
режим течения
пленки конденсата ламинарный и расчет
коэффициента теплоотдачи производим
по формуле:
;
где А1 и В – комплексы, которые зависят от рода жидкости и температуры насыщения;
Теплофизические
свойства конденсата выбираем по
температуре насыщения
по табл. 11 [4]:
,
:
;
Вернемся к расчету коэффициента теплопередачи, исходя из предположения, что стенка трубки плоская:
13.1
Теперь следует проверить, соответствуют
ли фактические температуры
и
использованным в расчетах
и
.
Для этой цели используем следующие
соотношения:
и
,
где
- средняя плотность теплового потока
через стенку:
.
Фактические температуры трубки со стороны жидкости и со стороны пара :
и
,
а
задавались
и
.
11.2 Зададим:
;
Для расчета коэффициента теплоотдачи при вынужденном движении нагреваемой жидкости внутри трубок, который определяется по следующему уравнению:
;
где - критерий Нуссельта.
Необходимо определить режим течения и уравнение для вычисления критерия Нуссельта.
Для определения режима движения воды необходимо вычислить значение числа Рейнольдса:
,
где - кинематическая вязкость воды при температуре (определена в пункте 4).
Таким образом, число Рейнольдса:
.
Поскольку , то режим движения масла внутри трубок турбулентный.
Здесь в качестве определяющей температуры принята средняя температура жидкости в трубе, т.е. . Определяющим размером является внутренний диаметр трубы, т.е. . Коэффициент учитывает изменение среднего коэффициента теплоотдачи по длине трубы.
Определим численные значения составляющих уравнения для определения числа Нуссельта. ТФС при определяющей температуре найдены выше.
Число
Прандтля стенки определяем по температуре
стенки со стороны жидкости
по табл. 5 [3]:
.
Согласно рекомендациям [1, стр. 60] принимаем высоту трубок . Поскольку , то коэффициент .
Таким образом, критерий Нуссельта равен:
.
Теперь можем рассчитать коэффициент теплоотдачи при вынужденном движении нагреваемой жидкости внутри трубок:
.
12.2 Для расчета коэффициента теплоотдачи при конденсации пара на наружной поверхности трубок необходимо определить режим движения пленки конденсата, учитывая, что конденсируется неподвижный пар. Для этого необходимо определить значения числа Рейнольдса и приведенной длины .
Приведенная длина определяется следующим уравнением [5, стр. 93]:
;
где - высота поверхности конденсации, ;
.
Теплота фазового парообразования:
;
.
Тогда:
режим течения
пленки конденсата турбулентный и расчет
коэффициента теплоотдачи производим
по формуле:
где В – комплексы, которые зависят от рода жидкости и температуры насыщения;
Теплофизические
свойства конденсата выбираем по
температуре насыщения
по табл. 11 [4]:
,
:
;
Вернемся к расчету коэффициента теплопередачи, исходя из предположения, что стенка трубки плоская:
13.2 Теперь следует проверить, соответствуют ли фактические температуры и использованным в расчетах и . Для этой цели используем следующие соотношения:
и ,
где - средняя плотность теплового потока через стенку:
.
Фактические температуры трубки со стороны жидкости и со стороны пара :
и
,
а задавались и .
11.3 Зададим:
;
;
,
где - кинематическая вязкость воды при температуре (определена в пункте 4).
Таким образом, число Рейнольдса:
.
Поскольку , то режим движения масла внутри трубок турбулентный.
Здесь в качестве определяющей температуры принята средняя температура жидкости в трубе, т.е. . Определяющим размером является внутренний диаметр трубы, т.е. . Коэффициент учитывает изменение среднего коэффициента теплоотдачи по длине трубы.
Определим численные значения составляющих уравнения для определения числа Нуссельта. ТФС при определяющей температуре найдены выше.
Число
Прандтля стенки определяем по температуре
стенки со стороны жидкости
по табл. 5 [3]:
.
Согласно рекомендациям [1, стр. 60] принимаем высоту трубок . Поскольку , то коэффициент .
Таким образом, критерий Нуссельта равен:
.
Теперь можем рассчитать коэффициент теплоотдачи при вынужденном движении нагреваемой жидкости внутри трубок:
.
12.3 Для расчета коэффициента теплоотдачи при конденсации пара на наружной поверхности трубок необходимо определить режим движения пленки конденсата, учитывая, что конденсируется неподвижный пар. Для этого необходимо определить значения числа Рейнольдса и приведенной длины .
Приведенная длина определяется следующим уравнением [5, стр. 93]:
;
где - высота поверхности конденсации, ;
.
Теплота фазового парообразования:
;
.
Тогда:
режим течения
пленки конденсата турбулентный и расчет
коэффициента теплоотдачи производим
по формуле:
;
где В – комплексы, которые зависят от рода жидкости и температуры насыщения;
Теплофизические свойства конденсата выбираем по температуре насыщения по табл. 11 [4]: , :
;
Вернемся к расчету коэффициента теплопередачи, исходя из предположения, что стенка трубки плоская:
13.3 Теперь следует проверить, соответствуют ли фактические температуры и использованным в расчетах и . Для этой цели используем следующие соотношения:
и ,
где - средняя плотность теплового потока через стенку:
.
Фактические температуры трубки со стороны жидкости и со стороны пара :
и
,
а
задавались
и
.
Определим погрешность:
;
;
Так как полученная фактическая температура трубки со стороны жидкости отличаются от принятой При этом изменение ТФС нагреваемого теплоносителя и конденсата греющего пара окажет заметное влияние на точность расчетов. В качестве исходных температур для второго приближения принимаем и .
Принимаем =82 оС и =79 оС.
14 В качестве завершающей операции по расчету коэффициента теплопередачи парожидкостного теплообменника следует провести сопоставление коэффициента теплопередачи, вычисленного исходя из предположения, что стенка трубки плоская, и по соотношению, учитывающему цилиндрическую форму стенок трубчатого теплообменника.
Расчет
коэффициента теплопередачи
с учетом цилиндрической формы стенок:
.
Коэффициент
теплопередачи на
поверхности трубчатого теплообменника
определяется следующей формулой:
,
где
- площадь расчетной поверхности
теплообмена трубки на один погонный
метр.
Согласно
рекомендациям [3, стр. 37] для уменьшения
погрешности в качестве расчетной
поверхности целесообразно принимать
ту поверхность, коэффициент теплоотдачи
на которой много меньше, чем на другой.
В нашем случае коэффициент теплоотдачи
при вынужденном движении нагреваемой
жидкости внутри трубок много меньше
коэффициента теплоотдачи при конденсации
пара на наружной поверхности трубок
,
значит, в качестве расчетного диаметра
принимаем внутренний диаметр трубки
.
15 Следовательно, площадь расчетной поверхности теплообмена трубки на один погонный метр составит:
Коэффициент теплопередачи на поверхности:
Расхождение коэффициентов теплопередачи:
.
Для
технических расчетов допустима
погрешность менее
,
а полученная нами погрешность меньше,
влияние на результаты расчета поверхности
использования коэффициента теплопередачи,
вычисленного исходя из предположения,
что стенка трубки плоская, вместо
вычисленного коэффициента теплопередачи
для цилиндрической стенки не значительно.
Расчет поверхности нагрева следует из уравнения теплопередачи:
.
Учитывая,
что
,
полная длина трубок
равна:
.
Таким образом, поверхности нагрева:
и полная длина трубок:
Согласно
рекомендациям, с целью создания резерва
поверхности теплообмена для компенсации
ухудшения коэффициента теплопередачи
за счет загрязнений поверхностей при
эксплуатации теплообменника, полученные
расчетом
и
увеличиваем на
:
;
.